Привод ланцюгового транспортера ДМ.04.01.00.00.ПЗ

МІНІСТЕРСТВО  ОСВІТИ І НАУКИ МОЛОДІ

ТА СПОРТУ УКРАЇНИ

Національний  транспортний університет

Кафедра “Дорожніх машин”

РОЗРАХУНКОВО-ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до курсового  проекту з дисципліни “Деталі машин”

на тему: Привод ланцюгового транспортера

ДМ.04.01.00.00.ПЗ

                                                                                                Виконав студент 

                                                                                   групи ДМ-III-1

                                                                                                Самодій В.М.

Перевірив викладач

                                                                                                Гудзовський І.А.

Київ 2012

ТЕХНІЧНЕ  ЗАВДАННЯ

Спроектувати привід ланцюгового  транспортера за схемою.

1-електродвигун                                                                                                                                     2-муфта                                                                                                                                                             3-редуктор циліндричний                                                                                                                                         4-ланцюгова передача                                                                                                                                                          5-зірочка тягового ланцюга з  опорами                                                                                           

Привід працює у важкому (В) режимі навантаження                                                                           Термін роботи L_h = 24000  год                                                                                                                Колова сила F_t = 9 kH                                                                                                                  Швидкість руху V = 0,42 м/с                                                                                                                Число зубців зірочки Z = 8                                                                                                                   Крок ланцюга P_лан = 100                                                                                                                 

ЗМІСТ

1 ВИЗНАЧЕННЯ КІНЕМАТИЧНИХ І  СИЛОВИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ

         1.1Визначення потужності частоти обертання                                                   4

         1.2 Визначення передаточного числа привода                                                 5

         1.3 Визначення на валах приводу потужностей, крутних моментів,

частот обертання та кутових  швидкостей                                                                      5

2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНИХ ПЕРЕДАЧ                                                                     8

2.1 Розрахунок  швидкохідної косозубої передачі                                            8

2.2 Розрахунок  тихохідної косозубої передачі                                                16

 3 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ                                                                                                        24

3.1 Розрахунок проміжного валу                                                                         24

3.2 Розрахунок вхідного валу                                                                               31

           3.3 Розрахунок вихідного валу                                                                             31

4 РОЗРАХУНОК ТА ВИБІР ПІДШИПНИКІВ                                                                       32

4.1 Розрахунок та вибір підшипників для проміжного вала                        32

4.2 Розрахунок та вибір підшипників для вхідного вала                             35

           4.3 Розрахунок та вибір підшипників для вихідного вала                            35

5 РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ                                                                      36

  ЛІТЕРАТУРА                                                                                                                        39

 ДОДАТКИ

1 ВИЗНАЧЕННЯ  КІНЕМАТИЧНИХ І СИЛОВИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ

1. Визначення потужності частоти обертання

Вихідна потужність на робочому органі привода знаходимо по формулі         

Визначаємо частоту обертання  зірочки

Необхідну потужність двигуна визначаємо за формулою

де, - загальний коефіцієнт корисної дії привода.                                                                               Згідно схеми приводу коефіцієнт корисної дії                                                                                                             

де      - ККД муфти;              

 - ККД підшипників кочення; 

- ККД зубчастої передачі;

- ККД ланцюгової передачі;

Підставивши отримаємо коефіцієнт корисної дії приводу

Знайдемо потрібну потужністьелектро  двигуна приводу

При послідовному з’єднанні елементів привода  попереднє передаточне число  привода При послідовному з’єднанні елементів привода попереднє передаточне число привода

де, U₁ – передаточне число швидкохідної ціліндричної зубчастої передачі;

       U₂ - передаточне число тихохідної ціліндричної зубчастої передачі;

       U_л.п. - передаточне число ланцюгової передачі.

Приймаемо U₁ = 4,0, U₂ = 4,0, U_л.п. = 2,5

Тоді передаточне число приводу

Передаточне число обертів двигуна 

Приймаємо електродвигун: 4А112M4У3 де Р_дв = 5,5 кВт, n_дв = 1445 хв^-1

1.2 Визначення передаточного числа приводу

Фактичне  передаточне число привода

Попередньо  приймаємо що передаточне число  ланцюгової передачі U_л.п. = 2,5 Тоді орієнтовне передаточне число редуктора буде

Приймаємо відповідно до табл.2.5 передаточне число тихохідної передачі співвісного редуктора  буде                                                                                                                                                                                             Приймаємо за табл.2.4 стандартне значення                                                                       Визначаємо число швидкохідної передачі   

Приймаємо за табл.2.4 стандартне значення ,5                                                      Уточнюємо передаточне число ланцюгової передачі       

1.3 Визначення  на валах приводу потужностей,  крутних моментів, частот

обертання та кутових швидкостей                                                                                                                                          

Вал електродвигуна     

Потужність

                              Р_дв = 4610 Вт

Крутний момент

Частота обертання                                                                                                                                          

                                                                                                                                                       Кутова швидкість                                                                                                                                              

Вал №1 (швидкохідний)                                                                                                                        Потужність                                                                                                                                                                                                                                     Крутний момент

Частота обертання                                                                                                                                          

Крутний момент                                                                                                                                                                                                                                                    Вал №2 (проміжний)

Потужність                                                                                                                                                                                                                                        Частота обертання                                                                                                                                          

                                                                                                 Крутний момент

 Вал №3 (тихохідний)

Потужність                                                                                                                                                                                              Частота обертання

Крутний момент

Вал №4 (зірочки)

Потужність                                                                                                                                                                                             

Частота обертання

                                                                                          Крутний момент

  Близьке співпадання значень n_вих. = 31,5 та n₄ = 30,5 хв^-1 свідчить про правильність виконаних кінематичних розрахунків параметрів приводу.

Близьке співпадання  значень Р_вих = 3700 Вт та Р₄ = 3800 Вт свідчить про правильність виконаних розрахунків силових параметрів приводу.

Отримані  данні оформимо в вигляді таблиці.

                                                                                                                            Таблиця 1.1

2 РОЗРАХУНОК  ЦИЛІНДРИЧНИХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Розрахунок  тихохідної передачі

Так як редуктор співвісний то розрахунок доцільно розпочати з  тихохідної передачі

2.1.1 Вибір матеріалів  для зубчастої передачі

Вибираємо сталі першої групи, для  яких HB˂350 а також виконується умова:

HB₁ ˃ HB₂  + (30…80)HB                                                                                               Шестерня Сталь 40Х (термообробка-поліпшення) HB₂ = 269…302 HB                                     Колесо Сталь 40Х (термообробка-поліпшення) HB₂ = 235…262 HB

2.1.2 Визначення допустимих  контактних напружень

Визначимо середню твердість:                                                                                                                                                        для шестерні  

для колеса

Граничні числа навантажень:

для шестерні 
   

для колеса                                                                                                                                                                              Числа навантажень зубців шестерні та колеса за строк служби                                      для шестерні 
   

для колеса                                                                                                                

де n₁=280 – оберти на валу шестерні передачі, об/хв                                                                                де n₂=70 – оберти на валу колеса передачі, об/хв                                                                                L_h=24000 – тривалість роботи привода, год.                                                                            Еквівалентні числа навантажень зубців шестерні і колеса при змінному режимі для розрахунку на контактну втому і на втому при згині                                                        для шестерні 
                                                                                          для колеса                                                                                                                                                                  де kHE = 0,5, kFE =0,3 – коефіцієнти інтенсивності.                                                                            Для важкого режиму навантаження.                                                                                                                     Визначаємо межі контактної витривалості зубів:                                                                           для шестерні 
Мпа                                                                                     для колеса                                                                                                                                                                                                         Коефіцієнт довговічності                                                                                                                        для шестерні 
                                                                                                                                           для колеса                                                                                                                                                                                                                                                            Так як   N_HO1 ˂N_HE1, N_HO2 ˂N_HE2                                                                                                 Допустимі контактніт напруження для матеріалів зубчастих коліс                                                          для шестерні  

для колеса 
 
де Z_R = 0,95 – коефіцієнт, що враховує шорсткість ніжки зубця;                                                                                                                                                                                         S_H = 1,1 – коефіцієнт запасу міцності для коліс з поверхневим зміцненням. Для зубців косозубої циліндричної передачі розрахункове контактне напруження                                                                                                                                            Це значення задовольняє додаткову умову. 

                                                                                                                                                                                                                                               Визначаємо допустимі граничні контактні напруження для шестерні і                             колеса                                                                                                                                                                          для шестерні 
                                                                                                                                          для колеса                                                                                                                                                             Визначаємо межі витривалості зубців на згин                                                                           для шестерні 
                                                                                                                                          для колеса                                                                                                                                                                                                  Коефіцієнт довговічності                                                                                                                  для шестерні 
,0                                                                                                                                         для колеса                                                                                                                                   ,0                                                                                             де    при згині Приймаємо коефіцієнт довговічності ,0                                          Допустимі контактні напруження при згині                                                                                                 для шестерні  

для  колеса 

де KFC = 0,75 – коефіцієнт, реверсивності;                                                                                           SF = 1,75 – коефіцієнт безпеки при  напружені на згин                                                                    Визначаємо граничні напруження:                                                                                                                   для шестерні 
                                                                                                                                         для колеса                                                                                                                                                                                          

Визначаємо допустимі граничні напруження:     

  для шестерні

                                                                                                                                      для колеса                                                                                                                   

2.1.3 Проектний розрахунок

Приймаємо коефіцієнт ширини зубчастих коліс                                                   Міжосьва відстань передачі визначаємо за формулою                                                                                                                                                                       де - допоміжний коефіцієнт, для косузубих передач;                                          -коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по довжині зуба. При твердості НВ = 350                                                                                                    Підставивши отримані дані визначимо міжосьову відстань косозубої передачі  мм                                          Приймаємо стандартну міжосьову відстань косозубої передачі 160 мм Розраховуємо модуль зубчастих коліс попередньо прийнявши кут нахилу зубців                                                                                                                                                                (0,01…0,02)мм                                                                                                   (0,01…0,02)                                                           Приймаємо стандартне значення модуля 2,5                                                                     Попередньо приймаємо кут нахилу зубців                                                               Визначаємо сумарне число зубців шестерні та колеса:                                                                                                                  Приймаємо                                                                                                                     Уточнюємо фактичний кут нахилу зубців                                                                                                           = arccos() = 10,                                                      Визначаємо число зубців шестерні:                                                                                                                                                                 

Приймаємо                                                                                                         Визначаємо число зубців для колеса  

 Фактичне передаточне число                                                                                                                                                                                                 

 Перевіряємо відхилення фактичного  передаточного числа від стандартного  Тоді відхилення при                                                                                                                                                      Що допускається, оскільки                                                                               Знаходимо фактичну міжосьову відстань                                                                                                                                                                             Визначаємо геометричні параметри зубчастих коліс                                                                Ділильні діаметри шестерні та колеса, мм.                                                                                                                                                                                                                                                     Діаметри вершин зубців шестерні та колеса, мм.                                                                                                                                                                   Діаметри западин зубців шестерні та колеса, мм.                                                                                                                                    Ширина  зубчастих вінців шестерні та колеса, мм.                                                                                                                        

2.1.4 Перевірка зубців  коліс на контактну витривалість 

Лінійна швидкість в полюсі зачеплення                                                                                                                                                                Визначаємо зусилля в полюсі зачеплення:                                                                      Тангенційна                                                                                                                                                                                                                                  

Радіальна                                                                                                                                                                                                                                            Осьова                                                                                                                   

 Фактичне значення контактного напруження на робочих поверхнях зубців визначається за формулою                                                                                                                                                                                           та  табл. 3.14. При V = 0,92 ˂ 5 та ступеня точності 9                                                               коефіцієнт розподілу навантаження між зубцями при V = 0,92 ˂ 5                                                                                                                                                    Підставимо отримані дані  та визначимо контактне напруження на робочих поверхнях зубців передачі            Контактна міцність забезпечується, оскільки Недовантаження  складає                                                                                                                               Перевіряємо контактну міцність зубців при дії максимального навантаження

де   

2.1.5 Перевірка зубців коліс на міцність при згині

Напруження згину біля основи зубців шестерні визначаємо за формулою:                      для колеса                                                                                                                                                                                                                                               для шестерні                                                                                                                                                                                                                                                   де та ;                                                                                                                          

        табл.3.14 в залежності від ступеня точності 9                                                                                      Для визначення коефіцієнта форми  зубців розраховуємо еквівалентні  числа зубців шестерні та колеса.